機(jī)械課程設(shè)計-展開式二級斜齒圓柱減速器論文

1、目 錄一、設(shè)計目的 1二、設(shè)計步驟 22.1傳動裝置總體方案設(shè)計 22.2電動機(jī)的選擇 32.3確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比 42.4傳動裝置的運動和動力設(shè)計 42.5普通V帶及帶輪的設(shè)計 52.6齒輪傳動的設(shè)計 72.7減速器軸及軸承和鍵的設(shè)計152.8潤滑和密封的設(shè)計 322.9箱體的設(shè)計 32三、設(shè)計心得體會 35四、參考文獻(xiàn)3 5一. 設(shè)計目的 1.1 設(shè)計題目：展開式斜齒圓柱齒輪減速器 1.2 設(shè)計要求：運輸帶工作拉力（F） 3000N工作環(huán)境室內(nèi)（環(huán)境最高溫度35度）運輸帶工作速度 1.4m/s卷筒直徑（D） 400mm工作情況兩班制，連續(xù)單向轉(zhuǎn)動，載荷較為平穩(wěn)運輸帶速度

2、允許誤差 正負(fù)5%使用期限 8年二. 設(shè)計步驟2.1傳動裝置總體方案設(shè)計組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。圖11 傳動裝置總體設(shè)計圖（1電動機(jī) 2傳動帶 3減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6傳送帶）2.2電動機(jī)選擇2.2.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機(jī)，此系列電動機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價

3、格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械。2.2.2電動機(jī)容量選擇：電動機(jī)所需工作功率為Pd=Pw式中：Pw工作機(jī)的有效功率(單位Kw); 從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率。 Pw=FV/1000由電動機(jī)至運輸帶的傳動總效率為= 42（為V帶的傳動效率，為軸承的效率，為齒輪傳動的效率，為聯(lián)軸器的效率，為滾筒的效率）由參考文獻(xiàn)1 表9-1取： =0.96 =0.99 =0.97 = 0.99 = 0.96=0.960.9940.9720.990.96=0.8246所以電機(jī)所需的工作功率：Pd= FV/1000總=30001.4/824.6=5.093(kw)2.2.

4、3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 nd=inw ，i=i1i2i3式中：nw工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速，對帶式運輸機(jī)nw=601000vd,單位r/min,V為輸送帶的線速度，單位m/s；d為卷筒的直徑，單位mm;i傳動裝置總傳動比的合理范圍;i1、i2、i3分別為齒輪減速器高低級及v帶傳動的合理傳動比范圍。根據(jù)參考文獻(xiàn)3表2.1得v帶傳動的合理傳動比范圍為24，二級展開式圓柱斜齒輪減速器的合理傳動比范圍為840。所以 nd=inw =（16160）6010001.43.1415400, =1069.510695.2 r/min經(jīng)查參考文獻(xiàn)3表14.1及綜合考慮選取電動機(jī)如下：電動機(jī)型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/m

5、im)起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S4 5.514402.22.22.3確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比總傳動比由電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)nm速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw確定，即 i=nmnw .845 =21.54 i=i1i2i3式中i1、i2、i3分別為高速級和低速級的傳動比及V帶傳動比根據(jù)傳動裝置傳動比分配原則進(jìn)行分配：因為普通V帶傳動和齒輪減速器組成時，帶傳動比不宜過大所以，選取i3=2.5i1i2= ii3 =21.54/2.5=8.616采取參考文獻(xiàn)3推薦的范圍 i1=(1.31.5)i2 取 i1=1.4i2 ，則 i1=3.47 ，i2=2.482.4傳動裝置的運動和動力設(shè)

6、計2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速I軸 nm/i31440/2.5576r/minII軸 576/3.47165.99r/minIII軸 / 165.99/2.48=66.93 r/min卷筒軸 =66.93 r/min2.4.2各軸的輸入功率I軸 5.0930.964.89kW II軸 24.890.990.974.69kW III軸 24.690.990.974.50kW卷筒軸 2 4=4.500.990.994.41kW2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為=9.55106 =9.555.093Kw1440r/min106=3.37104 Nmm所以:I軸 i3 =3.370.962.51

7、04 =8.088104 Nmm II軸=8.0883.470.960.99104 =2.667105 NmmIII軸 =2.6672.480.990.97105 =6.35105 Nmm卷筒軸=6.350.970.99105 =6.10105 Nmm2.4.4運動和動力參數(shù)結(jié)果匯總?cè)缦卤磔S名功率P/Kw轉(zhuǎn)矩T/（Nmm）轉(zhuǎn)速n/(r/min)電機(jī)軸5.093.37104 1440I軸4.898.088104 576II軸4.692.667105 165.99III軸4.506.35105 66.93卷筒軸4.416.10105 66.932.5普通V帶及帶輪的設(shè)計2.5.1確定計算功率 Pc

8、a=KAP式中：Pca計算功率，單位Kw； KA工作情況系數(shù)；P電動機(jī)的額定功率。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表87查得工作情況系數(shù)KA=1.1 ，故 Pca=KAP=1.15.09=5.599 Kw；2.5.2選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速nw,從參考文獻(xiàn)1圖811選取A帶型根據(jù)參考文獻(xiàn)1表86和表88，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm。 2.5.3驗算帶速：v= dd1nm601000 =6.78m/s因為5m/sv（F0）min 2.5.11計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為（Fp）min（Fp）min=2z（F0）min sin12 =25138sin162.92 1364.7N2.6

9、齒輪傳動的設(shè)計2.6.1高速級齒輪設(shè)計.選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級根據(jù)參考文獻(xiàn)1表101選取齒輪材料：小齒輪材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，硬齒面大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)后表面淬火處理，硬度為240HBS，軟齒面根據(jù)參考文獻(xiàn)8表231，齒輪精度初選8級小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i1=243.47=83.28，取Z2=85；初選螺旋角 =14。.初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由參考文獻(xiàn)1公式（1021）進(jìn)行計算，即d1t32KtTIdi1+1i1 ZHZE H2 式中：d齒寬系數(shù)； T1小齒輪的轉(zhuǎn)矩 Kt載荷系數(shù)； ZH 區(qū)域系數(shù) Z

10、E 彈性影響系數(shù)； H接觸疲勞許用應(yīng)力 標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的斷面重合度確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 Kt=1.6根據(jù)參考文獻(xiàn)1表106查得ZE =189.8Mpa12根據(jù)參考文獻(xiàn)1表107選取齒寬系數(shù)d=1根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖1030選取ZH =2.433據(jù)教參考文獻(xiàn)11026選取1=0.78，2=0.87則 =1+2=1.65T1= 8.088104 Nmm計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nIjLh式中：j齒輪每轉(zhuǎn)一圈，統(tǒng)一齒面嚙合的次數(shù) Lh齒輪的工作壽命（單位h）N1=605761（283008） =1.327108 N2= N1i1 = 1.3271083.47 =3.824107由參考文獻(xiàn)1圖10

11、19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.97; KHN2=1.12。計算接觸疲勞許用應(yīng)力H = KHNlimS式中：S疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) KHN接觸疲勞壽命系數(shù) lim齒輪的疲勞極限根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖1021查得lim1=600MPa , lim2=550MPa取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，則有H1= KHN1lim1S =0.97600 = 582MPaH2= KHN2lim2S =1.12550 = 616MPa取H =H1=582MPa計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t32KtTIdi1+1i1 ZHZE H2 =33.47+13.47（2.433189.8582）221.68.0

12、8810411.65 =50.29mm計算圓周速度v = d1tnI100060 = 50.293 =1.157m/s計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=50.29mmmnt= d1tcosz1 = 50.29cos1424 = 2.03mm齒高h(yuǎn) = 2.25mnt=2.252.03=4.57mmbh = 50.294.57 =11計算重合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.903計算載荷系數(shù)KK=KAKVKHKH式中：KA使用系數(shù)KV動載系數(shù)KH齒間載荷分配系數(shù)KH齒向載荷分配系數(shù)查參考文獻(xiàn)1表102得KA=1.00根據(jù)v =1.157m/s ，8級精度，查參考文獻(xiàn)

13、1圖108得KV=1.12查參考文獻(xiàn)1表104得KH=1.453由參考文獻(xiàn)1圖1013查得KF=1.41查參考文獻(xiàn)1表103得 KH=KF=1.4故載荷系數(shù)K=11.121.4531.4 = 2.278按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)1式（1010a）得d1=d1t3KKt = 50.2932.2781.6 = 56.575mm計算模數(shù)mnmn= d1cosz1 = 56.575cos1424 =2.2873mm按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由參考文獻(xiàn)1公式（1017）得mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF式中: YFa齒形系數(shù) YSa應(yīng)力校正系數(shù)確定計算參數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖102

14、0c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa由參考文獻(xiàn)1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89，KFN2=0.95計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由教材公式(1012)得F1= KFN1FE1S = 0.895001.4 =317.86MPa F2= KFN2FE2S = 0.953801.4 =257.86MPa 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.121.411.4=2.21根據(jù)=1.903 查教材圖1028得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當(dāng)量齒數(shù)zv1 = z1cos3 = 24cos314 =26.27zv

15、2 = z2cos3 = 85cos314 = 91.25查教材表105得 YFa1=2.592 ，YFa2=2.194 YSa1=1.596 ，YSa2=1.781計算大小齒輪的YFaYSaF并加以比較YFa1YSa1 F1 = 2.5921.86 =0.01301YFa2YSa2 F2 = 2.1941.86 =0.01515大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算mn322.218.0881040.88(cos14)212421.650.01515 =1.677對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm即可滿足彎曲強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度

16、，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1= 56.575mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。z1= d1cosmn = 56.575cos142.0 = 27.44取z1=27 ，則z2=z1i1=273.47= 94幾何尺寸計算計算中心距aa = (z1+z2)mn2cos = (27+94)22cos14 = 124.70mm將中心距圓整為a=125mm修正螺旋角 = arccos(z1+z2)mn2a =arccos(27+94)22125 = 145因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑d1= z1mncos = 272cos145 = 58.88mmd2= z2mncos = 9

17、42cos145 = 194.2mm計算齒輪寬度b =dd1=158.88=58.88mm圓整后取b2=60mm ; b1=65mm齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校根據(jù)參考文獻(xiàn)1式（105a）F= 2KT1YFaYSa dmn3 z2 F得:F1=2KT1YFa1YSa1 dmn3 z12= 22.218.0881042.5921.596123272 =253.58MPa F1F2= 2KT1YFa2YSa2 dmn3 z22=22.218.0881042.1941.781123942=56.70 F2結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度高速級齒輪參數(shù)列表法面模數(shù)mn分度圓直徑d(mm)齒數(shù)z齒寬b(mm)螺旋角中心

18、距a(mm)小齒輪2.058.882765145125大齒輪194.29460低速級齒輪設(shè)計(1).選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表101選取齒輪材料：小齒輪材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，硬齒面大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)后表面淬火處理，硬度為240HBS，軟齒面根據(jù)參考文獻(xiàn)3表231齒輪精度初選8級小齒輪齒數(shù)Z3=30，大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i2=302.48=74.4，取Z4=75；初選螺旋角 =14。.初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由參考文獻(xiàn)1公式（1021）進(jìn)行計算，即d3t32KtTIIdi2+1i2 ZHZE H2 式中：d齒寬

19、系數(shù)； TII小齒輪的轉(zhuǎn)矩 Kt載荷系數(shù)； ZH 區(qū)域系數(shù) ZE 彈性影響系數(shù)； H接觸疲勞許用應(yīng)力 標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的斷面重合度確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 Kt=1.6根據(jù)參考文獻(xiàn)1表106查得ZE =189.8Mpa12根據(jù)參考文獻(xiàn)1表107選取齒寬系數(shù)d=1根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖1030選取ZH =2.433據(jù)參考文獻(xiàn)1圖1026選取3=0.80，4=0.85則 =3+4=1.65TII= 2.667105 Nmm計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60nIIjLh式中：j齒輪每轉(zhuǎn)一圈，統(tǒng)一齒面嚙合的次數(shù) Lh齒輪的工作壽命（單位h）N3=60165.991（283008） =3.824108 N4= N3

20、i2 = 3.8241082.48 =1.549108由參考文獻(xiàn)1圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.95; KHN4=0.98。計算接觸疲勞許用應(yīng)力H = KHNlimS式中：S疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) KHN接觸疲勞壽命系數(shù) lim齒輪的疲勞極限根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖1021查得lim3=600MPa , lim4=550MPa取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，則有H3= KHN3lim3S =0.95600 = 570MPaH4= KHN4lim4S =0.98550 = 539MPa取H =H4=539MPa計算小齒輪分度圓直徑d3t，由計算公式得d3t32KtTIIdi2+1i2 ZHZE H

21、2 =32.48+12.48（2.433189.8539）221.62.66710511.65 =80.272mm計算圓周速度v = d3tnII100060 = 80.272165. =0.6977m/s計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd3t=80.272mmmnt= d3tcosz3 = 80.272cos1430 =2.596mm齒高h(yuǎn) = 2.25mnt=2.252.596=5.84mmbh = 80.2725.84 =13.745計算重合度=0.318dz3tan=0.318130tan14=2.3786計算載荷系數(shù)KK=KAKVKHKH式中：KA使用系數(shù)KV動載系數(shù)KH齒間載荷分配系數(shù)

22、KH齒向載荷分配系數(shù)查參考文獻(xiàn)1表102得KA=1.00根據(jù)v =0.6977m/s ，8級精度，查教材圖108得KV=0.9查參考文獻(xiàn)1表104得KH=1.463由參考文獻(xiàn)1圖1013查得KF=1.40查參考文獻(xiàn)1表103得 KH=KF=1.4故載荷系數(shù)K=10.91.4631.4 =1.8434按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)1式（1010a）得d3=d3t3KKt = 80.27231.84341.6 = 84.152mm計算模數(shù)mnmn= d3cosz3 = 84.152cos1430 =2.722mm按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由參考文獻(xiàn)1公式（1017）得mn32KTIIYc

23、os2dz32YFaYSaF式中: YFa齒形系數(shù) YSa應(yīng)力校正系數(shù)確定計算參數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE3=500MPa大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE4=380MPa由參考文獻(xiàn)1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.87，KFN4=0.89計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ，由參考文獻(xiàn)1公式(1012)得F3= KFN3FE3S = 0.875001.4 =310.71MPa F4= KFN4FE4S = 0.893801.4 =241.57MPa 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=10.91.401.4=1.764根據(jù)=2.3786 查參考文獻(xiàn)

24、11028得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當(dāng)量齒數(shù)zv3 = z3cos3 = 30cos314 =30.92zv4 = z4cos3 = 75cos314 =77.30查參考文獻(xiàn)1表105得 YFa3=2.52 ，YFa4=2.23 YSa3=1.625 ，YSa4=1.76計算大小齒輪的YFaYSaF并加以比較YFa3YSa3 F3 = 2.521.71 =0.01318YFa4YSa4 F4 = 2.231.76241.57 =0.01623大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算mn321.7642.6671050.88(cos14)213021.650.01623 =2.03545對比計算結(jié)果，由于

25、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5mm可滿足彎曲強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3= 56.575mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。z3= d3cosmn = 84.152cos142.5 =32.66取z3=33 ，則z4=z3i2=272.48=67幾何尺寸計算計算中心距aa = (z3+z4)mn2cos = (33+67)2.52cos14 = 128.83mm將中心距圓整為a=129mm修正螺旋角 = arccos(z3+z4)mn2a =arccos (33+67)2.52128.83 = 141因值改變不多，故參

26、數(shù)、等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑d3= z3mncos = 332.5cos141 =85.05mmd4= z4mncos = 672.5cos141 =172.68mm計算齒輪寬度b =dd3=185.05=85.05mm圓整后取b2=80mm ; b1=85mm齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校根據(jù)參考文獻(xiàn)1式（105a）F= 2KTIIYFaYSa dmn3 z2 F得:F3=2KTIIYFa3YSa3 dmn3 z32= 21.652.6671052.521.62512.53332 =211.8MPa F3F4= 2KTIIYFa4YSa4 dmn3 z42=21.652.6671052.23

27、1.7612.53672=49.25 F4結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度高速級齒輪參數(shù)列表法面模數(shù)mn分度圓直徑d(mm)齒數(shù)z齒寬b(mm)螺旋角中心距a(mm)小齒輪2.585.053385141129大齒輪172.6867802.7減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計2.71輸出軸(III軸)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計.輸入軸參數(shù) PIII4.5kW TIII=6.35105 Nmm nIII=66.93r/min.作用在齒輪上的力：Ft= 2TIIId4 = 26.35105 172.68 =7354.64NFr=Fttanncos =7354.64tan20cos14 =2758.8NFa=Ftta

28、n= 7354.64tan14=1833.72N選擇軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機(jī)械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強(qiáng)度計算：dmin=A03 PIII nIII=11234.566.93 =45.54mm考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，dmin=45.541.05=47.817mm式中: A0由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，A0=112。 PIII 輸入軸傳遞的功率。 nIII輸入軸的轉(zhuǎn)速。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT,查表

29、14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則，Tca=KATIII=1.36.35105 Nmm =8.255105 Nmm查機(jī)械設(shè)計手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N。聯(lián)軸器的孔徑d=50mm，故取d1=50mm ，聯(lián)軸器長度L112，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L184。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取軸段的直徑d2=60mm , l2=50mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不 壓在軸的端面上，故的長度應(yīng)該比

30、略短一點，現(xiàn)取l1=82mm3)初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)d2=60mm 根據(jù)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表132初選型號6012深溝球軸承，其尺寸為dDB=609518，基本額定動載荷 Cr=31.5kN基本額定靜載荷C0r=24.2kN， da=67mm,Da=88mm。4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l3=40mm。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段的直徑應(yīng)根據(jù)6012深溝球軸承的定位軸肩直徑確定d3=da=67mm 。軸段的直徑與軸段采用相同軸承，其長度與軸承寬度相同,故l7=18mm，d7=d3=67mm 。5）軸段上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,d4應(yīng)略大于d3,可取

31、 d4=70mm ,齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段的長度應(yīng)比齒輪轂寬略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 b=80mm,故取 l4=78mm。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段的直徑, 軸肩高度,取d5=80mm , l5=1.4h,故取 l5=7mm。軸段直徑d6=76mm ，l6=85mm 6）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得L1=78mm， L2=150mm。7)參考表152，取軸端為C2，各軸肩處的圓角半徑均為2mm,見CAD圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置圖受力分析、彎距的計算）計算支承反力,在水平面上FAX= FtL2L1+L2 =4838.58N FBX=Ft-FA

32、X=2516.06NFAY=Fa=1833.72N）在垂直面上MB=0 , FAZ= FrL2+Fad1/2L2+L1 =2016.06N故FBZ=Fr-FAZ=2758.8-2016.06=742.74N總支承反力FA=FAX2+FAY2+FAZ2 =4838.582+1833.722+2016.062 =5553.23NFB=FBX2+FBZ2 =2516.062+742.742 =2623.4N3）計算彎矩并作彎矩圖 水平面彎矩圖MAX=FAXL1=4838.5878=.24 NmmMBX=MAX=.24 Nmm 垂直面彎矩圖MAZ=FAZL1=2016.0678=.68 NmmMBZ=

33、FBZL2=742.74150= Nmm 合成彎矩圖MA=MAX2+MAZ2 =.242+.682 =.56 NmmMB=MBX2+MBZ2 =.242+ = Nmm4）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖T= TIII=6.35105 Nmm作受力、彎距和扭距圖輸出軸彎矩圖選用鍵校核聯(lián)軸器處：選單圓頭平鍵（C型）b=14mm ， h=9mm ，L=70mm齒輪處：選普通平鍵 （A型）b=20mm ， h=12mm ，L=63mm聯(lián)軸器處:由式p= 4TIIId1hl = 46.3518127010-8 =16.8MPa查表，得 ，鍵校核安全齒輪處: p= 4TId4hl = 46.3572126310-8 =

34、4.66MPa查表62，得 ，鍵校核安全按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式，并取，軸的計算應(yīng)力ca= （TIII）2+MA2W，由表查得，故安全。校核軸承和計算壽命1).校核軸承A和計算壽命徑向載荷FAr=FAZ2+FAX2 =2016.062+4838.582 =5241.8N軸向載荷FAa=Fa=1833.72N由FAa/FAr=0.350e，在教材表取X0.56。相對軸向載荷為FaC0r = 1833.=0.06577在表中介于0.0400.070之間，對應(yīng)的e值為0.240.27之間，對應(yīng)Y值為

35、1.81.6，于是，用插值法求得故。由表取則，A軸承的當(dāng)量動載荷PA=fp(XFAr+YFAa)=1.2(0.565241.8+1.7821833.72)=7443.7NCr=31500N所以，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命LAh= 10660nIII(CrPA)3 = 10666.937443.73 =18876h2).校核軸承B和計算壽命徑向載荷FBr=FBZ2+FBX2 =2516.062+742.742 =2623.4N當(dāng)量動載荷PB=fpFBr=1.22623.4=3148.08Ndmin ，l1=80mm（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據(jù)軸向定位的要求確

36、定軸的各段直徑和長度 為滿足軸向定位要求，軸段左端需制處一軸肩，軸肩高度故取軸段的直徑d2=30mm ,l2=50mm。 初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)d2=30mm ,根據(jù)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表132初選型號6006深溝球軸承，其尺寸為dDB=305513，基本額定動載荷 Cr=13.2kN基本額定靜載荷C0r=8.30kN， da=36mm,Da=49mm。取齒輪右端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l3=40mm。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段的直徑應(yīng)根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑確定d3=da=36mm 。軸段的直徑與軸段采用相同軸承，其長度與軸承寬度相同,故l7=13m

37、m，d7=d3=36mm 。軸段上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,d4應(yīng)略大于d3,可取 d4=40mm ,齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段的長度應(yīng)比齒輪轂寬略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 b=65mm,故取 l4=63mm。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段的直徑, 軸肩高度,取d5=48mm , l51.4h,故取 l5=10mm。軸段直徑d6=40mm ，l6=102mm 。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得L1=157.5mm， L2=70.5mm。參考表152，取軸端為C1，除軸段、處的圓角半徑為1.0mm其余各軸肩處的圓角半徑均為1.6mm,詳見CAD圖。輸

38、入軸的結(jié)構(gòu)布置圖（5）受力分析、彎距的計算 計算支承反力, 在水平面上FAX= FtL2L1+L2 =1897.8N FBX=Ft-FAX=849.48NFAY=Fa=684.97N在垂直面上MB=0 , FAZ= FrL2+Fad1/2L2+L1 =356.2NFBZ=Fr-FAZ=1030.54-356.2=674.34N總支承反力FA=FAX2+FAY2+FAZ2 =1897.82+684.972+356.22=2048.83NFB=FBX2+FBZ2 =849.482+674.342 =1084.60N(6).計算彎矩并作彎矩圖 水平面彎矩圖MAX=FAXL1=1897.8157.5=

39、.5NmmMBX=MAX= .5Nmm （）垂直面彎矩圖MAZ=FAZL1=2048.83157.5=.725NmmMBZ=FBZL2=674.3470.5=47540.97 Nmm 合成彎矩圖MA=MAX2+MAZ2 =.52+.7252 =.21 NmmMB=MBX2+MBZ2 =.52+47540.972 =.61 Nmm 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖T= TI=8.088104 Nmm(7)選用鍵校核帶輪處：選單圓頭平鍵（C型）b=8mm ， h=7mm ，L=70mm齒輪處：選普通平鍵 （A型）b=12mm ， h=8mm ，L=56mm帶輪處:由式p= 4TId1hl = 46.352577010-8 =20.7346MPa查表，得 ，鍵校核安全齒輪處:p= 4TId4hl = 46.354085610-8 =14.174MPa查表62，得 ，鍵校核安全(8)作受力、彎距和扭距圖輸入軸的彎矩圖（9）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式，并取，由軸的計算應(yīng)力公式得ca= （TI）2+MA2W ，由表查得，經(jīng)計算得，故安全。（10）校核軸承和計算壽命校核軸承A和計算壽命徑向載荷FAr=FAZ2+FAX2 =365.22+1897.82 =1932.62N軸向載